为分析比例继动阀的特性及其对整车制动性能的影响, 同时又能快速开发和验证控制策略, 本文搭建了能够反映气压EBS系统的延迟和迟滞特性的整车仿真平台。该平台包括:驾驶员模型, 车辆动力学模型, EBS控制模块, EBS系统模型。整车仿真平台架构如图2所示。

图2

Fig.2

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	图2 整车仿真平台总体框架Fig.2 The overall structure of the simulation platform

在Simulink环境下建立整车动力学模型, 在AMESim环境下建立EBS系统模型, 利用Simulink to AMESim的标准模式进行联合仿真, 兼顾Simulink运行快速、控制模型精度高, 而AMESim的包括阀体和管路在内的制动系统模型精确、丰富的特点, 建立了可信度和精确度高的仿真平台^[9]。

本文研究的商用车气压EBS系统模型是单车模型, 包括比例继动阀、2个ABS电磁阀、桥控阀、各种管路、压力传感器、气源和4个制动气室。管路中不包含备压气路和备压阀, 不包括制动器模型。图3为整个EBS系统的AMESim模型。

图3

Fig.3

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	图3 EBS系统AMESim模型Fig.3 The EBS model in AMESim

模型大部分参数通过某公司产品参考确定, 有些参数通过其他文献和实验测量获得, 而库仑摩擦力、粘滞摩擦力等高度不确定性的参数则估计确定。气源压力和气温、大气压力为初始条件和边界条件。

(1)比例继动阀的验证

图4和图5分别为比例继动阀压力响应特性和静态滞环特性的仿真和测试结果对比, 可知测试与仿真结果总体一致, 本文仿真模型是合理的。

图4

Fig.4

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	图4 比例继动阀压力响应特性Fig.4 Test and simulation results of the pressure response of the proportional relay valve

图5

Fig.5

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	图5 比例继动阀静态迟滞特性Fig.5 Test and simulation results of hysteresis characteristic

(2)桥控阀和ABS阀的验证

图6所示为桥控阀开环响应特性的仿真和测试结果对比。由图可知, 桥控阀仿真模型合理。

图6

Fig.6

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	图6 桥控阀压力响应特性Fig.6 Test and simulation results of the bridge control valve

图7所示为ABS阀压力响应的试验与仿真结果对比, 由图可以看出, ABS阀仿真模型合理。

图7

Fig.7

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	图7 ABS阀响应特性Fig.7 Test and simulation pressure response of the ABS valve

(1)车体动力学模型

车体模型的作用是根据驾驶员的当前操作和实际车轮制动气室压力计算当前车辆运动状态。本文模型的模块构成如图8所示, 忽略了空气的影响, 认为路面平直, 附着系数为常数。各轮制动力矩由EBS系统输出的实际气室压力求解。

图8

Fig.8

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	图8 车辆动力学整车模型功能框图Fig.8 The functional blocks of the vehicle dynamics model

(2)车辆动力学模型的验证

为保证车辆动力学模型的准确性, 保证其能够很好地表征车辆的状态, 本文采用Trucksim验证所建模型, 选择了70 km/h, 制动踏板75%开度的直线制动实验作为验证工况。由图9和图10可以看出, 本文建立的车辆动力学模型有效可行, 满足要求。

图9

Fig.9

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	图9 气室压力Fig.9 Brake chamber pressure

图10

Fig.10

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	图10 制动距离Fig.10 Braking distance

前馈补偿控制要点包括以下两点:

(1)减小因初始间隙而导致的时延和震荡:即在制动初期先施加足以消除初始间隙的电流。

(2)采用逆滞环前馈补偿来补偿滞环特性:根据目标压力的变化趋势, 选择用升压曲线还是降压曲线计算输出电流。

具体地, 首先对比例继动阀特性测试得到的静态特性曲线(图5)进行线性化处理, 得到线性化的压力-电流静态曲线表达式如下:

升压: p=1.05* I-0.52, 当I≥1.12时, p=0.65;

降压: p=1.1* I-0.27, 当I≥0.84时, p=0.65。

图12

Fig.12

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	图12 前馈补偿环节的流程图Fig.12 Flow chart of the feed forward compensation algorithm

基于升压/降压压力-电流曲线和能够消除初始间隙的最小电流进行前馈补偿控制:若目标压力大于最大值(0.65 MPa), 增压时电流取1.12 A, 减压取0.84 A; 若目标压力小于指定值(0.01 MPa), 增压时电流取0.47 A, 减压时取0.28 A; 若目标压力在最大值与最小值之间, 根据目标压力是增压过程还是减压过程来选择升压/降压曲线计算电流值。前馈补偿环节的程序流程图如图12所示。其中,p(k)为k时刻的目标压力,p(k-1)为前一时刻的目标压力,I为输出电流。

采用压力控制稳定性、压力上升时间、超调量、压力稳定化时间等作为评价指标, 确定合理的PID参数。仿真表明能够满足全压力范围的PID参数不存在, 因此采用参数切换PID控制方法:

目标压力0~0.3 MPa: P=0.1, I=3.8, D=0;

目标压力0.3~0.7 MPa: P=0.1, I=10, D=0。

平均压力稳定时间、压力上升时间、超调分别是:

0~0.3 MPa:0.4 s、0.015 s、34.6%;

0.3~0.7 MPa:0.28 s、0.184 s、8.5%。

图13为有前馈补偿PID控制的比例继动阀目标压力-输出压力关系, 补偿后增、减压特性基本重合, 且曲线斜率接近1, 说明阀的大部分迟滞得到有效补偿。图14为目标压力0.3 MPa时有、无迟滞补偿控制的比例继动阀动态压力响应, 可以看出, 有补偿控制比无补偿的响应时间提前了近0.03 s。

图13

Fig.13

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	图13 补偿后的输入输出关系Fig.13 Target pressure-controlled actual pressure curve

图14

Fig.14

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	图14 比例继动阀动态响应离线仿真结果Fig.14 Controlled pressure response time history

测试时, 主机给出目标制动气室压力, 比例继动阀的前馈闭环控制策略会根据目标值控制底层阀体的动作, 气室压力传感器会实时测量当前的压力, 同时反馈给控制器及采集系统。根据返回的目标压力及实际气室压力, 就可以得到压力响应时间。

图15为前馈PID控制下, 比例继动阀对不同目标压力响应时间的测试结果。试验选定低、中、高3种不同目标压力:0.3 MPa、0.5 MPa和0.7 MPa。由图可知, 在低、中、高3个目标压力下, 实际压力达到目标压力75%的时间分别为:0.153 s、0.227 s、0.259 s, 完全满足比例继动阀前馈PID闭环控制的要求, 说明所选择的PID参数是适用的。

图15

Fig.15

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	图15 比例继动阀有闭环控制的压力响应Fig.15 Controlled pressure response— test results

考虑到比例继动阀主要作用是分配前轴制动压力, 在车轮不抱死的时候作用最大, 而当车轮抱死时主要依靠ABS阀控制, 因此本文采用高附着系数0.77的路面, 常规直线制动工况考察迟滞补偿控制对整车主要制动性能— — 制动距离的影响, 初始车速为70 km/h, 踏板开度如图16所示。对比分析有、无补偿控制模块时车辆前轮气室压力的响应和制动距离, 验证本文控制策略对整车制动性能的影响。

图16

Fig.16

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	图16 常规制动制动踏板开度曲线Fig.16 Braking pedal aperture

图17为有、无迟滞补偿控制时, 车辆制动距离的对比; 图18为有、无迟滞补偿控制时, 制动气室压力的对比。由图可知:加入比例继动阀的迟滞补偿控制模块后制动距离缩短了1.65 m, 百分比为2.8%; 由于比例继动阀存在滞环特性, 实际气室压力建立时存在一定的滞后, 但比例继动阀迟滞补偿控制可以很大程度上改善这种滞后现象, 图中比例继动阀的迟滞补偿能够使压力响应时间减少76%。

图17

Fig.17

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	图17 有、无迟滞补偿的制动距离对比Fig.17 Comparison of the braking distance

图18

Fig.18

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	图18 有、无迟滞补偿的制动气室压力对比Fig.18 Comparison of the brake chamber pressure